Дипломная работа

от 20 дней
от 9999 рублей

Заказать

Курсовая работа

от 10 дней
от 1999 рублей

Заказать

Реферат

от 3 дней
от 699 рублей

Заказать

Контрольная работа

от 3 дней
от 99 рублей
за задачу

Заказать

Диссертация

Сроки и стоимость индивидуальные

Заказать

Главная - ТММ - Проектирование редуктора

Проектирование редуктора ТММ. Курсовая

  • Тема: Проектирование редуктора
  • Автор: Юлия
  • Тип работы: Курсовая
  • Предмет: ТММ
  • Страниц: 56
  • Год сдачи: 2008
  • ВУЗ, город: политех
  • Цена(руб.): 1500 рублей

Заказать персональную работу

Выдержка

5 Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв  316 x Tкp x [tк]


5.1 Ведущий вал (1-я половина).

dв  316 x 130961,5223,142 x 25 = 29,881 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 36 мм.


5.2 Ведущий вал (2-я половина).

dв  316 x 130961,5223,142 x 25 = 29,881 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 36 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.


5.3 Выходной вал.

dв  316 x 386332,8333,142 x 25 = 42,855 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 60 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 50 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Диаметры валов, мм
Валы Расчетный диаметр Диаметры валов по сечениям
1-е сечение 2-е сечение 3-е сечение 4-е сечение
Ведущий вал (1-я половина). 29,881 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40 Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:

45 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40 Под свободным (присоединительным) концом вала:

36
Ведущий вал (2-я половина). 29,881 Под свободным (присоединительным) концом вала:

36 Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40 Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала:

45 Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40
Выходной вал. 42,855 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:

55 Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:

60 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:

55 Под свободным (присоединительны) концом вала:

50

Длины участков валов, мм
Валы Длины участков валов между
1-м и 2-м сечениями 2-м и 3-м сечениями 3-м и 4-м сечениями
Ведущий вал (1-я половина). 80 80 120
Ведущий вал (2-я половина). 140 80 80
Выходной вал. 80 80 130


6 Конструктивные размеры шестерен и колёс
6.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 32 = 48 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 32 = 38,4 мм = 76 мм.
Толщина обода:о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,5 = 9,35 мм = 9 мм.
где h = 8,5 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d1 - 2 x (o + h) = 112 - 2 x (9 + 8,5) = 77 мм


6.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 45 = 67,5 мм. = 68 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 45 = 54 мм = 76 мм.
Толщина обода:о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,5 = 9,35 мм = 9 мм.
где h = 8,5 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d2 - 2 x (o + h) = 400 - 2 x (9 + 8,5) = 365 мм
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (365 + 68) = 216,5 мм = 216 мм
где Doбода = 365 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода + dступ.4 = 365 + 684 = 74,25 мм = 74 мм.


6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 45 = 67,5 мм. = 68 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 45 = 36 мм = 77 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.


6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 60 = 90 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 60 = 48 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 72 мм.
Толщина обода: о = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,25 + 0,05 x 1,25 = 6,35 мм = 6 мм.
где b2 = 72 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (о + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (6 + 0,5 x (90 - 60)) = 10,5 мм = 18 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x o = 269,375 - 2 x 6 = 257,375 мм = 257 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (257 + 90) = 173,5 мм = 175 мм
где Doбода = 257 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода - dступ.4 = 257 - 904 = 41,75 мм = 42 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.

7 Выбор муфт
7.1 Выбор муфты между половинами 1 вала привода

В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:

d(1-й половины 1-го вала) = 50 мм;
d(2-й половины 1-го вала) = 50 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 386,333 Нxм

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр x T = 1,5 x 386,333 = 579,499 Нxм
здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 63,582 об./мин.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-50-I.1-50-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

см. = 2 x 10 3 x Tрzc x Do x dп x lвт = 2 x 10 3 x 579,4996 x 98 x 14 x 28 = 5,028 МПа  [см] = 1,8МПа,

здесь zc=6 - число пальцев; Do=98 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:

и = 2 x 10 3 x Tр x (0,5 x lвт + с)zc x Do x 0,1 x dп 3 =
2 x 10 3 x 579,499 x (0,5 x 28 + 4)6 x 98 x 0,1 x 14 3 = 129,299 МПа  [и] = 80МПа,

здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.

Условие прочности выполняется.


7.2 Выбор муфты на выходном валу привода

Для аварийного одноразового выключения привода при непредусмотренном резком повышении нагрузки применяют муфты с разрушающимися элементами; включение привода возможно лишь после замены разрушенного элемента, что затрудняет эксплуатацию. В нашем случае аварийные ситуации маловероятны, поэтому вполне допустима установка предохранительной муфты со срезным штифтом. Выбор предохранительной муфты со срезным штифтом производится в зависимости от диаметров соединяемых валов и расчётного передаваемого крутящего момента. Диаметры соединяемых валов:

d(выход. вала) = 50 мм;
d(вала потребит.) = 50 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 386,333 Нxм

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр x T = 1,5 x 386,333 = 579,499 Нxм
здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Выбираем предохранительную муфты со срезным штифтом и проведём расчёт срезных штифтов.
В качестве предохранительного штифта выбираем штифт диаметром d=4 мм по ГОСТ 3128-70.
Вычислим радиус расположения срезного штифта:

R = 10 3 x Tрp x Dш 24 x tb ср = 10 3 x 579,4993,142 x 4 24 x 400 = 115,288 мм  115,3 мм;

здесь b ср = 400 МПа - предел прочности на срез для материала выбранного штифта.

Содержание

Содержание
1 Введение 3
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
3 Расчёт 1-й клиноременной передачи 7
4 Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи 11
4.1 Проектный расчёт 11
4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 15
4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 16
5 Предварительный расчёт валов 18
5.1 Ведущий вал (1-я половина). 18
5.2 Ведущий вал (2-я половина). 18
5.3 Выходной вал. 18
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 20
6.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 20
6.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 20
6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи 20
6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи 20
7 Выбор муфт 21
7.1 Выбор муфты между половинами 1 вала привода 21
7.2 Выбор муфты на выходном валу привода 21
8 Проверка прочности шпоночных соединений 24
8.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 24
8.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 24
8.3 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи 24
8.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи 25
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 27
10 Расчёт реакций в опорах 28
10.1 1-й вал 1-я половина 28
10.2 1-й вал 2-я половина 28
10.3 2-й вал 29
11 Построение эпюр моментов валов 30
11.1 Расчёт моментов 1-го вала 1-й половины 30
11.2 Эпюры моментов 1-го вала 1-й половины 31
11.3 Расчёт моментов 1-го вала 2-й половины 32
11.4 Эпюры моментов 1-го вала 2-й половины 33
11.5 Расчёт моментов 2-го вала 34
11.6 Эпюры моментов 2-го вала 35
12 Проверка долговечности подшипников 36
12.1 1-я половина 1-го вала 36
12.2 2-я половина 1-го вала 36
12.3 2-й вал 37
13 Уточненный расчёт валов 40
13.1 Расчёт 1-й половины 1-го вала 40
13.2 Расчёт 2-й половины 1-го вала 43
13.3 Расчёт 2-го вала 46
14 Тепловой расчёт редуктора 50
15 Выбор сорта масла 51
16 Выбор посадок 52
17 Технология сборки редуктора 53
18 Заключение 54
19 Список использованной литературы 55

1 Введение
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени опредеделяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже контруктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем: 1 = 0,96
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,975

Общий КПД привода будет:

 = 1 x ... x n x подш. 3 x муфты 2
= 0,96 x 0,975 x 0,99 3 x 0,98 2 = 0,872

где подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.
муфты = 0,98 - КПД одной муфты.

Угловая скорость на выходном валу будет:

вых. = 2 x VD = 2 x 1,4 x 10 3420 = 6,667 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = F x Vh = 1,8 x 1,40,872 = 2,89 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MB8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 709 об/мин, угловая скорость

двиг. = p x nдвиг.30 = 3,14 x 70930 = 74,246 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

U = wвход.wвых. = 74,2466,667 = 11,136

Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:

U1 = 3,54
U2 = 3,15

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :

Вал 1-й n1 = nдвиг.U1 = 7093,54 = 200,282 об./мин.
1 = wдвиг.U1 = 74,2463,54 = 20,973 рад/c.

Вал 2-й n2 = n1U2 = 200,2823,15 = 63,582 об./мин.
2 = w1U2 = 20,9733,15 = 6,658 рад/c.


Мощности на валах:

P1 (1-я половина вала) = Pтреб. x 1 x подш. =
2890 x 0,96 x 0,99 = 2746,656 Вт

P1 (2-я половина вала) = Pтреб. x 1 x подш. 2 x (муфты 1) =
2890 x 0,96 x 0,99 2 x 0,98 = 2664,806 Вт

P2 = P1 (2-я половина вала) x 2 x подш. =
2664,806 x 0,975 x 0,99 = 2572,204 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 (1-я половина вала) = P1 (1-я половина вала)w1 = 2746,656 x 10 320,973 = 130961,522 Нxмм

T1 (1-я половина вала) = P1 (2-я половина вала)w1 = 2664,806 x 10 320,973 = 127058,885 Нxмм

T2 = P2w2 = 2572,204 x 10 36,658 = 386332,833 Нxмм

По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 112MB8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 709 об/мин.

Передаточные числа и КПД передач
Передачи Передаточное число КПД
1-я ременная передача с клиновым ремнём 3,54 0,96
2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 3,15 0,975

Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
Валы Частота вращения,
об/мин Угловая скорость,
рад/мин Момент,
Нxмм
1-й вал (1-я половина) 200,282 20,973 130961,522
1-й вал (2-я половина) 200,282 20,973 127058,885
2-й вал 63,582 6,658 386332,833


3 Расчёт 1-й клиноременной передачи



1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T(ведущий шкив) = 38924,656 Нxмм.

2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=708,997 об/мин) и передаваемой мощности:

P = T(ведущий шкив) x (ведущий шкив) = 38924,656 x 10 -6 x 74,246 = 2,89 кВт

принимаем сечение клинового ремня О.

3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:

d1 = (3...4) x 3T(ведущий шкив) = (3...4) x 338924,656 = 101,671...135,561 мм.

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 112 мм.
4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):

d2 = U x d1 x (1 - ) = 3,54 x 112 x (1 - 0,015) = 390,533 мм.

где  = 0,015 - относительное скольжение ремня.
Принимаем d2 = 400 мм.
5. Уточняем передаточное отношение:

Uр = d2d1 x (1 - e) = 400112 x (1 - 0,015) = 3,626

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

(ведомый шкив) = w(ведущий шкив)Uр = 74,2463,626 = 20,476 рад/с.

Расхождение с требуемым 20,973-20,47620,973 = 2,37%, что менее допускаемого: 3%.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

d1 = 112 мм;
d2 = 400 мм.

6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):

amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (112 + 400) + 23,5 = 305,1 мм;

amax = d1 + d2 = 112 + 400 = 512 мм.

где T0 = 23,5 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение a = 423 мм.
7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

L = 2 x a + 0.5 x  x (d1 + d2) + (d2 - d1) 24 x aw =

2 x 423 + 0.5 x 3,142 x (112 + 400) + (400 - 112) 24 x 423 =
1699,269 мм.

Литература

Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.

Форма заказа

Заполните, пожалуйста, форму заказа, чтобы менеджер смог оценить вашу работу и сообщил вам цену и сроки. Все ваши контактные данные будут использованы только для связи с вами, и не будут переданы третьим лицам.

Тип работы *
Предмет *
Название *
Дата Сдачи *
Количество Листов*
уточните задание
Ваши Пожелания
Загрузить Файлы

загрузить еще одно дополнение
Страна
Город
Ваше имя *
Эл. Почта *
Телефон *
  

Название Тип Год сдачи Страниц Цена
Кинематический и силовой расчет механизма Курсовая 2009 21 1500
Спроектировать и исследовать кулисный механизм Курсовая 2009 44 1500
Расчет и проектирование планетарного механизма Курсовая 2005 32 1400
Кинематический синтез кулачковых механизмов Курсовая 2009 32 1500
Разработка технологического процесса обработки гладкого вала, ступенчатого вала Курсовая 2010 43 1500
Технология ремонта машин Курсовая 2010 30 1500
Кривошипно-ползунный механизм двигателя внутреннего сгорания Курсовая 2010 25 1500
Кинематический и силовой расчет мханизма Курсовая 2010 27 1500
курсовые, дипломные, контрольные на заказ скидки на курсовые, дипломные, контрольные на заказ

© 2010-2016, Все права защищены. Принимаем заказы по всей России.